KR101020495B1 - 기계 압축비 및 실제 압축 작용의 개시 시기 제어 방법 - Google Patents

기계 압축비 및 실제 압축 작용의 개시 시기 제어 방법 Download PDF

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Abstract

본 발명은 기계 압축비를 변경 가능한 가변 압축비 기구 (A) 와 실제의 압축 작용의 개시 시기를 변경 가능한 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구 (B) 를 구비하는 내연 기관에 관한 것이다. 기계 압축비는 기관 저부하 운전시에 최대 팽창비가 20 이상이 되도록 최대가 되며, 기관 저부하 운전시의 실제 압축비는 기관 중고부하 운전시의 시간과 실질적으로 같은 실제 압축비가 된다.

Description

기계 압축비 및 실제 압축 작용의 개시 시기 제어 방법{A METHOD OF CONTROLLING A MECHANICAL COMPRESSION RATIO AND A START TIMING OF AN ACTUAL COMPRESSION ACTION}
본 발명은 기계 압축비 및 실제 압축 작용의 개시 시기 제어 방법에 관한 것이다.
기계 압축비를 변경 가능한 가변 압축비 기구와 흡기 밸브의 밸브 폐쇄 시기를 제어 가능한 가변 밸브 타이밍 기구를 구비하며, 기관 중부하 운전시 및 기관 고부하 운전시에는 과급기에 의한 과급 작용을 실시하고, 또한 이들 기관 중고부하 (medium and high load) 운전시에 있어서는 실제 압축비를 일정하게 유지한 상태로 기관 부하가 낮아짐에 따라 기계 압축비를 증가시킴과 함께 흡기 밸브의 밸브 폐쇄 시기를 지연시키는 불꽃 점화식 내연기관이 공지되어 있다 (예컨대, 일본국 특허 공개 제 2004 - 218522 호를 참조).
그러나, 이 내연기관에서는, 기관의 저부하 운전시 조차, 기계 압축비가 높아져, 흡기 밸브의 밸브 폐쇄 시기가 지연되지만, 기계 압축비가 기관 중부하 운전시에 비해 높은지 또는 낮은지가 불명확하고, 흡기 밸브의 밸브 폐쇄 시기가 기관 중부하 운전시에 비해 늦은지 또는 빠른지가 불명확하다. 게다가, 이 내연기관에서는, 기관 저부하 운전시에 있어서의 실제 압축비가 기관 중고부하 운전시에 비해 높은지 또는 낮은지도 불명확하다.
게다가, 일반적으로 말하면, 내연기관에서는 기관 부하가 낮을수록 열효율이 나빠지므로, 차량 주행시에 있어서의 열효율을 향상시키기 위해서는, 즉 연비를 향상시키기 위해서는, 기관 저부하 운전시의 열효율을 향상시킬 필요가 있다. 그러나, 내연기관에서는, 팽창비가 클수록, 팽창 행정시에 피스톤에 대해 압하력이 작용하는 기간이 길어지므로, 팽창비가 커질수록, 열효율이 더 향상된다. 한편, 기계 압축비를 높게 하면, 팽창비가 높아진다. 따라서, 기관 운전시의 열효율을 향상시키기 위해서는, 기관 저부하 운전시의 기계 압축비를 가능한 한 높게 해, 기관 저부하 운전시에 최대의 팽창비를 얻어지도록 하는 것이 바람직하다.
그러나, 상기 공지된 내연기관에서는, 기관 저부하 운전시에 최대의 팽창비 가 얻어지도록 기계 압축비를 가능한 한 높게 하고 있는지의 여부가 불명확하다. 게다가, 기계 압축비를 변경 가능한 가변 압축비 기구와 흡기 밸브의 밸브 폐쇄 시기를 제어 가능한 가변 밸브 타이밍 기구를 구비한 내연기관에서는, 통상 기계 압축비를 증가시키면, 실제 압축비도 증가된다. 즉, 통상적으로 압축비를 증가시키기 위해서, 기계 압축비가 증가되어야 한다. 이는, 이 때 실제 압축비가 증가되지 않으면, 의미가 없다고 믿어지기 때문이다.
그러나, 실제 압축비가 증가된다면, 노킹이 발생하므로, 실제 압축비는 그정도로 증가될 수 없다. 따라서, 종래에는, 기관 저부하 운전시에 기계 압축비를 높였다고 해도, 실제 압축비를 그만큼 높게 할 수 없었기 때문에, 기계 압축비가 결코 높아질 수 없었다. 그 결과, 종래에는, 기관 저부하 운전시에 충분히 높은 팽창비를 얻을 수 없었으며, 따라서 증가된 복잡한 구조와 함께 양호한 연비가 얻어질 수 없는 문제가 있었다.
본 발명의 목적은 차량 주행시에 열효율이 개선되어 양호한 연비를 갖는 기계 압축비 및 실제 압축 작용의 개시 시기를 제어하는 방법을 제공하는 것이다.
본 발명에 따르면, 기계 압축비를 변경 가능한 가변 압축비 기구와 실제의 압축 작용의 개시 시기를 변경 가능한 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구를 구비하며, 기계 압축비는 기관 저부하 운전시에 최대 팽창비를 얻기 위해 최대가 되며, 기관 저부하 운전시의 실제 압축비는 기관 중고부하 운전시와 실질적으로 같은 실제 압축비가 되는 불꽃 점화식 내연기관이 제공된다.
또한, 본 발명에 따르면, 기계 압축비를 변경 가능한 가변 압축비 기구와 흡기 밸브의 밸브 폐쇄 시기를 제어할 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구를 구비하며, 기계 압축비는 기관 저부하 운전시에 최대 팽창비를 얻기 위해 최대가 되며, 연소실 내로 공급되는 흡입 공기량은 흡기 밸브의 밸브 폐쇄 시기를 변경시킴으로써 주로 제어되는 불꽃 점화식 내연기관이 제공된다.
도 1 은 불꽃 점화식 내연기관의 전체 도면이다.
도 2 는 가변 압축비 기구의 분해 사시도이다.
도 3 은 도시된 내연기관의 측단면도이다.
도 4 는 가변 밸브 타이밍 기구를 나타낸 도면이다.
도 5 는 흡기 밸브 및 배기 밸브의 리프트량을 나타낸 도면이다.
도 6 은 기관 압축비, 실제 압축비 및 팽창비를 설명하기 위한 도면이다.
도 7 은 이론적 열효율과 팽창비 사이의 관계를 나타낸 도면이다.
도 8 은 통상적인 사이클 및 초고 팽창비 사이클을 설명하기 위한 도면이다.
도 9 는 기관 부하에 따른 기계 압축비 등의 변화를 나타낸 도면이다.
도 10 은 운전 제어를 행하기 위한 플로우챠트이다.
도 11 은 목표 실제 압축비 등을 나타낸 도면이다.
〈도면의 주요 부분에 대한 부호의 설명〉
1 : 크랭크 케이스 2 : 실린더 블록
3 : 실린더 헤드 4 : 피스톤
5 : 연소실 7 : 흡기 밸브
70 : 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트
A : 가변 압축비 기구
B : 가변 밸브 타이밍 기구
도 1 은 불꽃 점화식 내연기관의 측단면도를 나타낸다.
도 1 을 참조하면, 1 은 크랭크 케이스, 2 는 실린더 블록, 3 은 실린더 헤드, 4 는 피스톤, 5 는 연소실, 6 은 연소실 (5) 의 상부면 중앙부에 배치된 스파크 플러그, 7 은 흡기 밸브, 8 은 흡기 포트, 9 는 배기 밸브, 10 은 배기 포트를 각각 나타낸다. 흡기 포트 (8) 는 흡기 분기관 (11) 을 통해 서지 탱크 (12) 에 연결되며, 각 흡기 분기관 (11) 에는 각각 대응하는 흡기 포트 (8) 를 향하여 연료를 분사하기 위한 연료 분사장치 (13) 가 제공된다. 또한, 각각의 연료 분 사장치 (13) 는 각 흡기 분기관 (11) 에 장착되는 대신에 각 연소실 (5) 내에 배치될 수도 있다.
서지 탱크 (12) 는 흡기 덕트 (14) 를 통해 에어 클리너 (15) 에 연결되고, 흡기 덕트 (14) 내에는 액츄에이터 (16) 에 의해 구동되는 스로틀 밸브 (17) 및 예를 들어 열선을 사용한 흡입 공기량 검출기 (18) 가 제공된다. 한편, 배기 포트 (10) 는 배기 매니폴드 (19) 를 통해 예를 들어 삼원 촉매를 내장한 촉매 컨버터 (20) 에 연결되고, 배기 매니폴드 (19) 내에는 공연비 센서 (21) 가 제공된다.
한편, 도 1 에 도시된 실시예에서는, 크랭크 케이스 (1) 와 실린더 블록 (2) 의 연결부에는 크랭크 케이스 (1) 와 실린더 블록 (2) 의 실린더 축선 방향의 상대 위치를 변화시킴으로써 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치될 때, 연소실 (5) 의 용적을 변경 가능한 가변 압축비 기구 (A) 가 제공되며, 또한 실제의 압축 작용의 개시 시기를 변경 가능한 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구 (B) 가 제공되어 있다. 또한, 도 1 에 나타내는 실시예에서는 이 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구 (B) 는 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 제어 가능한 가변 밸브 타이밍 기구로 이루어진다.
전자 제어 유닛 (30) 은 디지털 컴퓨터로 이루어지고, 이 컴퓨터는 양 방향 성 버스 (31) 를 통해 서로 접속된 ROM(리드 온리 메모리)(32), RAM(랜덤 억세스 메모리)(33), CPU(마이크로 프로세서)(34), 입력 포트 (35) 및 출력 포트 (36) 를 구비한다. 흡입 공기량 검출기 (18) 의 출력 신호 및 공연비 센서 (21) 의 출력 신호는 각각 대응하는 AD 변환기 (37) 를 통해 입력 포트 (35) 에 입력된다. 또, 악셀레이터 페달 (40) 에는 악셀레이터 페달 (40) 의 답입량 (L) 에 비례한 출력 전압을 발생시키는 부하 센서 (41) 가 접속된다. 부하 센서 (41) 의 출력 전압은 대응하는 AD 변환기 (37) 를 통해 입력 포트 (35) 에 입력된다. 게다가, 입력 포트 (35) 에는 크랭크샤프트가 예컨대 30˚회전할 때마다 출력 펄스를 발생시키는 크랭크각 센서 (42) 가 접속된다. 한편, 출력 포트 (36) 는 구동 회로 (38) 를 통해 스파크 플러그 (6), 연료 분사장치 (13), 스로틀 밸브 구동용 액츄에이터 (16), 가변 압축비 기구 (A) 및 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에 접속된다.
도 2 는 도 1 에 나타낸 가변 압축비 기구 (A) 의 분해 사시도를 나타내고 있으며, 도 3 은 설명된 내연기관의 측단면도를 나타내고 있다. 도 2 를 참조하면, 실린더 블록 (2) 의 양측벽의 하부에는 일정 간격만큼 서로 분리된 복수의 돌출부 (50) 가 형성되어 있다. 각 돌출부 (50) 내에는 단면 원형의 캠 삽입 구멍 (51) 이 형성되어 있다. 한편, 크랭크 케이스 (1) 의 상부면 상에는 일정 간격만큼 서로 분리되어 대응하는 돌출부 (50) 사이에 끼움장착되는 복수의 돌출부 (52) 가 형성되어 있다. 이들 돌출부 (52) 내에도 단면 원형의 캠 삽입 구멍 (53) 이 형성되어 있다.
도 2 에 나타낸 바와 같이, 1 쌍의 캠 샤프트 (54, 55) 가 형성된다. 각각의 캠샤프트 (54, 55) 는 하나 간격으로 각 캠 삽입 구멍 (51) 내에 회전 가능하게 삽입되는 원형 캠 (56) 이 고정되어 있다. 이들 원형 캠 (56) 은 캠 샤프트 (54, 55) 의 회전 축선과 동축을 이룬다. 한편, 원형 캠 (56) 간에는 도 3 에 서 해칭으로 나타내는 바와 같이 캠 샤프트 (54, 55) 의 회전 축선에 대해 편심으로 배치된 편심 축 (57) 이 연장된다. 각 편심축 (57) 상에 다른 원형 캠 (58) 이 편심에 회전 가능하게 장착되어 있다. 도 2 에 나타낸 바와 같이, 이들 원형 캠 (58) 은 원형 캠 (56) 사이에 배치된다. 이들 원형 캠 (58) 은 대응하는 각 캠 삽입 구멍 (53) 내에 회전 가능하게 삽입되고 있다.
도 3(A) 에 나타낸 상태로부터 캠 샤프트 (54, 55) 상에 고정된 원형 캠 (56) 이 도 3(A) 에서 실선의 화살표로 나타내는 바와 같이 서로 반대 방향으로 회전되면, 편심축 (57) 이 하방 중앙을 향하여 이동하므로, 원형 캠 (58) 은 캠 삽입 구멍 (53) 내에 있어서 도 3(A) 의 파선의 화살표로 나타내는 바와 같이 원형 캠 (56) 과는 반대 방향으로 회전한다. 도 3(B) 에 나타내는 바와 같이, 편심축 (57) 이 하방 중앙을 향해 이동하면, 원형 캠 (58) 의 중심이 편심축 (57) 아래로 이동한다.
도 3(A) 및 도 3(B) 의 비교로부터 알 수 있는 바와 같이, 크랭크 케이스 (1) 와 실린더 블록 (2) 의 상대 위치는 원형 캠 (56) 의 중심과 원형 캠 (58) 의 중심간의 거리에 의해 결정된다. 원형 캠 (56) 의 중심과 원형 캠 (58) 의 중심간의 거리가 클수록, 실린더 블록 (2) 은 크랭크 케이스 (1) 로부터 멀어진다. 실린더 블록 (2) 이 크랭크 케이스 (1) 로부터 멀어지면, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치될 때의 연소실 (5) 의 용적은 증가하므로, 캠 샤프트 (54, 55) 를 회전시킴으로써 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치될 때의 연소실 (5) 의 용적이 변화될 수 있다.
도 2 에 나타내는 바와 같이, 캠 샤프트 (54, 55) 를 반대 방향으로 회전시키기 위해서, 구동 모터 (59) 의 샤프트에는 대향의 나선 방향으로 한 쌍의 웜 기어 (61, 62) 가 제공된다. 이들 웜 기어 (61, 62) 와 서로 맞물리는 기어 (63, 64) 가 캠 샤프트 (54, 55) 의 단부에 고정되고 있다. 이 실시예에서는, 구동 모터 (59) 가 구동되어 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 위치될 때 연소실 (5) 의 용적을 넓은 범위에 걸쳐 변경할 수 있다. 또한, 도 1 ~ 도 3 에 나타내는 가변 압축비 기구 (A) 는 일례를 나타낸 것이다. 어떠한 형식의 가변 압축비 기구도 사용될 수 있다.
한편, 도 4 는 도 1 의 흡기 밸브 (7) 를 구동하기 위한 캠 샤프트 (70) 의 단부에 부착되는 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 나타내고 있다. 도 4 를 참조하면, 이 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에는 기관의 크랭크 축에 의해 타이밍 벨트를 통해 화살표 방향으로 회전되는 타이밍 풀리 (71), 타이밍 풀리 (71) 와 함께 회전하는 원통형 하우징 (72), 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 와 함께 회전할 수 있고, 원통형 하우징 (72) 에 대해 상대 회전 가능한 샤프트 (73), 원통형 하우징 (72) 의 내주면으로부터 샤프트 (73) 의 외주면까지 연장하는 복수의 칸막이 벽 (74), 및 각 칸막이 벽 (74) 사이에서 샤프트 (73) 의 외주면으로부터 원통형 하우징 (72) 의 내주면까지 연장하는 베인 (75) 이 제공되며, 베인 (75) 의 양측에는 진각용 유압실 (76) 및 지각용 유압실 (77) 이 형성되어 있다.
각 유압실 (76, 77) 에 대한 작동유의 공급은 작동유 공급 제어 밸브 (85) 에 의해 제어된다. 이 작동유 공급 제어 밸브 (85) 에는 각 유압실 (76, 77) 에 연결된 유압 포트 (78, 79) 와 유압 펌프 (80) 로부터 토출된 작동유의 공급 포트 (81), 한 쌍의 드레인 포트 (82, 83) 및 각 포트 (78, 79, 81, 82, 83) 의 연통 및 차단을 제어하는 스풀 밸브 (84) 가 제공된다.
흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 진각하기 위해서는, 도 4 에서, 스풀 밸브 (84) 가 우측으로 이동하도록 되며, 공급 포트 (81) 로부터 공급된 작동유가 유압 포트 (78) 를 통해 진각용 유압실 (76) 에 공급됨과 동시에 지각용 유압실 (77) 내의 작동유가 드레인 포트 (83) 로부터 배출된다. 이 때, 샤프트 (73) 는 원통형 하우징 (72) 에 대해 화살표 방향으로 상대 회전하게 된다.
이에 반해, 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 지각하기 위해서는, 도 4 에서 스풀 밸브 (84) 가 좌측으로 이동하게 할 수 있어, 공급 포트 (81) 로부터 공급된 작동유가 유압 포트 (79) 를 통해 지각용 유압실 (77) 에 공급됨과 동시에 진각용 유압실 (76) 내의 작동유가 드레인 포트 (82) 로부터 배출된다. 이 때, 샤프트 (73) 는 원통형 하우징 (72) 에 대해 화살표와 반대 방향으로 상대 회전하게 할 수 있다.
샤프트 (73) 가 원통형 하우징 (72) 에 대해 상대 회전하게 될 때, 스풀 밸브 (84) 가 도 4 에 나타내는 중립 위치로 복귀되면, 샤프트 (73) 의 상대 회전 동작은 중단되며, 샤프트 (73) 는 그 때의 상대 회전 위치로 유지된다. 따라서, 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 원하는 양만큼 정확하게 진각 시키거나 또는 지각 시키기 위해 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 사용할 수 있다.
도 5 에서, 실선은, 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 가 흡기 밸브 구동용 캠 샤 프트 (70) 의 캠의 위상을 가장 진각시키는데 사용될 때를 나타내며, 파선은, 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 가 흡기 밸브 구동용 캠 샤프트 (70) 의 캠의 위상을 가장 지각시키는데 사용될 때를 나타내고 있다. 따라서, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 개방 기간은 도 5 에서 실선으로 나타낸 범위와 파선으로 나타낸 범위 사이에서 자유롭게 설정될 수 있으므로, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기도 도 5 에서 화살표 (C) 로 나타낸 범위 내의 임의의 크랭크각으로 설정될 수 있다.
도 1 및 도 4 에 나타내는 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 는 일례를 나타낸 것이다. 예를 들어, 흡기 밸브의 밸브 개방 시기를 일정하게 유지한 채로 흡기 밸브의 밸브 폐쇄 시기만을 바꿀 수 있는 가변 밸브 타이밍 기구 또는 여러 가지의 형식의 가변 밸브 타이밍 기구가 사용될 수 있다. 게다가, 본 발명에서는, 실제의 압축 작용의 개시 시기를 변경하기 위해서 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 가 사용되므로, 가변 밸브 타이밍 기구가 아니라도 실제의 압축 작용의 개시 시기를 변경 가능한 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구이면, 어떠한 형식의 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구도 사용될 수 있다.
다음으로, 도 6 을 참조하면서 본 발명에서 사용되고 있는 용어 의미에 대해 설명한다. 또한, 도 6 의 (A), (B) 및 (C) 는 설명을 위해서 연소실 용적이 50 ㎖ 이고, 피스톤의 행정 용적이 500 ㎖ 인 기관이 나타나 있다. 이들 도 6 의 (A), (B) 및 (C) 에서, 연소실 용적은 피스톤이 압축 상사점에 있을 때의 연소실의 용적을 나타내고 있다.
도 6 (A) 는 기계 압축비를 설명한다. 기계 압축비는 압축 행정시의 피 스톤의 행정 용적과 연소실 용적으로부터 기계적으로 정해지는 값이다. 이 기계 압축비는 (연소실 용적 + 행정 용적)/연소실 용적으로 나타내진다. 도 6 (A) 에 나타내는 예에서는, 이 기계 압축비는 (50 ㎖ + 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이 된다.
도 6 (B) 는 실제 압축비를 설명한다. 이 실제 압축비는 실제로 압축작용이 개시되었을 때로부터 피스톤이 상사점에 이를 때까지의 실제의 피스톤 행정 용적과 연소실 용적으로부터 정해지는 값이다. 이 실제 압축비는 (연소실 용적 + 실제의 행정 용적)/연소실 용적으로 나타내진다. 즉, 도 6 (B) 에 나타낸 바와 같이, 압축 행정에서 피스톤이 상승을 개시할지라도, 흡기 밸브가 개방되면 압축 작용은 실행되지 않는다. 흡기 밸브가 폐쇄된 후에 실제의 압축 작용이 개시된다. 따라서 실제 압축비는 실제의 행정 용적을 이용해 다음과 같이 나타내진다. 도 6 (B) 에 나타내는 예에서는, 실제 압축비는 (50 ㎖ + 450 ㎖)/50 ㎖ = 10 이 된다.
도 6 (C) 는 팽창비에 대해 설명한다. 팽창비는 팽창 행정시의 피스톤의 행정 용적과 연소실 용적으로부터 정해지는 값이다. 이 팽창비는 (연소실 용적 + 행정 용적)/연소실 용적으로 나타내진다. 도 6 (C) 에 나타내는 예에서는, 이 팽창비는 (50 ㎖ + 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이 된다.
다음으로, 도 7 및 도 8 을 참조하면서 본 발명의 가장 기본적인 특징에 대해 설명한다. 또한, 도 7 은 이론 열효율과 팽창비 사이의 관계를 나타내고 있고, 도 8 은 본 발명에서 부하에 따라 구분하여 사용되는 통상적인 사이클과 초고 팽창비 사이클 사이의 비교를 나타내고 있다.
도 8 (A) 는 흡기 밸브가 하사점 근방에서 밸브 폐쇄되고, 실질적으로 압축 하사점 부근으로부터 피스톤에 의한 압축 작용이 개시되는 경우의 통상적인 사이클을 나타내고 있다. 도 8 (A) 에 나타낸 예에서도 도 6 의 (A), (B), (C) 에 나타낸 예와 마찬가지로 연소실 용적이 50 ㎖ 로 되며, 피스톤의 행정 용적이 500 ㎖ 로 된다. 도 8 (A) 로부터 알 수 있는 바와 같이, 통상적인 사이클에서는, 기계 압축비는 (50 ㎖ + 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이며, 실제 압축비도 약 11 이며, 팽창비도 (50 ㎖ + 500 ㎖)/50 ㎖ = 11 이 된다. 즉, 통상적인 내연기관에서는, 기계 압축비와 실제 압축비와 팽창비는 실질적으로 동일해진다.
도 7 에서의 실선은 실제 압축비와 팽창비가 실질적으로 동일한 경우의, 즉 통상적인 사이클에서의 이론 열효율의 변화를 나타내고 있다. 이 경우에는 팽창비가 클수록, 즉 실제 압축비가 높아질수록 이론 열효율이 높아지는 것을 안다. 따라서, 통상적인 사이클에서, 이론 열효율을 높이기 위해서는, 실제 압축비가 높아져야만 한다. 그러나, 기관 고부하 운전시에 있어서의 녹킹 발생의 제약에 기인하여, 실제 압축비는 단지 최대에서 약 12 정도까지만 상승될 수 있으며, 따라서 통상적인 사이클에서는 이론 열효율이 충분히 높아질 수 없다.
한편, 이와 같은 상황하에서, 본 발명자들은 기계 압축비와 실제 압축비를 엄밀하게 구분해 이론 열효율에 대해 연구한 결과, 이론 열효율에서는, 팽창비가 지배적이며, 이론 열효율은 실제 압축비에 의해 전혀 영향받지 않는 것을 찾아냈다. 즉, 실제 압축비가 높다면, 폭발력은 높아지지만, 압축에는 큰 에너지가 필요해, 따라서 실제 압축비를 높여도, 이론 열효율은 거의 높아지지 않는다.
이에 반해, 팽창비를 크게 하면, 팽창 행정시에 피스톤에 대해 압하력이 작용하는 기간이 길어지고, 피스톤이 크랭크샤프트에 회전력을 주는 기간이 길어진다. 따라서 팽창비가 커질수록, 이론 열효율이 높아진다. 도 7 의 파선은 실제 압축비를 10 으로 고정한 상태로 팽창비를 높게 했을 경우의 이론 열효율을 나타내고 있다. 이와 같이, 실제 압축비를 낮은 값으로 유지한 상태로 팽창비를 높게 했을 때의 이론 열효율의 상승량과 도 7 의 실선으로 나타낸 바와 같이 실제 압축비도 팽창비를 따라 증가되는 경우의 이론 열효율의 상승량과는 큰 차이가 없는 것을 알 수 있다.
이와 같이 실제 압축비가 낮은 값으로 유지된다면, 녹킹이 발생하지 않고, 따라서 실제 압축비를 낮은 값으로 유지한 상태로 팽창비를 높게 하면, 녹킹의 발생이 방지될 수 있고, 이론 열효율이 대폭 상승될 수 있다. 도 8 (B) 는 가변 압축비 기구 (A) 및 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 이용해, 실제 압축비를 낮은 값으로 유지하면서 팽창비를 높게 했을 경우의 일례를 나타내고 있다.
도 8 (B) 를 참조하면, 이 예에서는, 가변 압축비 기구 (A) 가 사용되어 연소실 용적을 50 ㎖ 에서 20 ㎖ 로 감소시킨다. 한편, 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 가 사용되어 실제의 피스톤 행정 용적이 500 ㎖ 에서 200 ㎖ 로 될 때까지 흡기 밸브의 밸브 폐쇄 시기를 지연시킨다. 그 결과, 이 예에서는, 실제 압축비는 (20 ㎖ + 200 ㎖)/20 ㎖ = 11 이 되고, 팽창비는 (20 ㎖ + 500 ㎖)/20 ㎖ = 26 이 된다. 도 8 (A) 에 나타내는 통상적인 사이클에서는, 전술한 바와 같이, 실 제 압축비는 약 11 이며, 팽창비는 11 이다. 이 경우에 비해, 도 8 (B) 에 나타내는 경우에는, 단지 팽창비만 26 까지 증가됨을 알 수 있다. 이는 "초고 (superhigh) 팽창비 사이클" 이라고 칭해지는 이유이다.
전술한 바와 같이, 일반적으로 말해, 내연기관에서는 기관 부하가 낮을수록 열효율이 나빠지며, 따라서 차량 주행시 열효율을 향상시키기 위해서는, 즉 연비를 향상시키기 위해서는, 기관 저부하 운전시에서의 열효율을 향상시킬 필요가 있다. 한편, 도 8 (B) 에 나타내는 초고 팽창비 사이클에서는, 압축 행정시의 실제의 피스톤 행정 용적이 작아져, 연소실 (5) 내로 흡입될 수 있는 흡입 공기량이 적어지며, 따라서 이 초고 팽창비 사이클은 기관 부하가 비교적 낮을 때에만 적용될 수 있다. 따라서, 본 발명에서는, 기관 저부하 운전시에는 도 8 (B) 에 나타낸 초고 팽창비 사이클로 설정되며, 기관 고부하 운전시에는 도 8 (A) 에 나타낸 통상적인 사이클로 설정된다. 이것이 본 발명의 기본 특징이다.
다음으로, 도 9 를 참조하면서 운전 제어 전반에 대해 설명한다.
도 9 는 기관 부하에 따른 기계 압축비, 팽창비, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기, 실제 압축비, 흡입 공기량, 스로틀 밸브 (17) 의 개도 및 펌핑 손실의 변화를 나타내고 있다. 또한, 본 발명에 따른 실시예에서는, 촉매 컨버터 (20) 내의 삼원 촉매에 의해 배기 가스 중의 미연소 HC, CO 및 NOx 를 동시에 저감할 수 있도록 통상 연소실 (5) 내의 평균 공연비는 공연비 센서 (21) 의 출력 신호에 따라 이론 공연비로 피드백 제어된다.
이제, 전술한 바와 같이, 기관 고부하 운전시에는 도 8 (A) 에 나타내는 통 상적인 사이클이 실행된다. 따라서, 도 9 에 나타내는 바와 같이, 이 때에는, 기계 압축비가 낮아지기 때문에, 팽창비는 낮아진다. 도 9 에서 실선으로 나타낸 바와 같이, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기는 도 5 에서 실선으로 나타내는 바와 같이 앞당길 수 있다. 게다가, 이 때에는, 흡입 공기량이 많다. 이 때, 스로틀 밸브 (17) 의 개도는 전체 개방 또는 실질적으로 전체 개방되어 유지되므로, 펌핑 손실은 영(0) 이 된다.
한편, 도 9 에 나타내는 바와 같이, 기관 부하의 감소에 따라, 기계 압축비가 증가되며, 따라서 팽창비도 증가된다. 게다가, 이 때에는, 실제 압축비가 실질적으로 일정하게 유지되도록 도 9 에서 실선으로 나타내는 바와 같이 기관 부하가 낮아짐에 따라 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 늦어진다. 또한, 이 때에도 스로틀 밸브 (17) 는 전부 개방 또는 실질적으로 전부 개방 상태로 유지된다. 따라서, 연소실 (5) 에 공급되는 흡입 공기량은 스로틀 밸브 (17) 에 의하지 않고, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 변화시키는 것에 의해 제어된다. 이 때에도 펌핑 손실은 영이 된다.
이와 같이 기관 고부하 운전 상태로부터 기관 부하가 낮아질 때는, 실질적으로 일정한 실제 압축비 하에 흡입 공기량이 감소함에 따라 기계 압축비가 증가된다. 즉, 흡입 공기량의 감소에 비례하여 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적이 감소된다. 따라서, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적은 흡입 공기량에 비례하여 변화한다. 또한, 이 때 연소실 (5) 내의 공연비는 이론공연비가 되고 있으므로, 피스톤 (4) 이 압축 상사점에 이르렀을 때의 연소실 (5) 의 용적은 연료량에 비례하여 변화하게 된다.
기관 부하가 더 낮아진다면, 기계 압축비는 더 증가된다. 기계 압축비가 연소실 (5) 의 구조상 한계를 형성하는 한계 기계 압축비에 이르면, 기계 압축비가 한계 기계 압축비에 이르렀을 때의 기관 부하 (L1) 보다 낮은 부하의 영역에서는, 기계 압축비가 한계 기계 압축비로 유지된다. 따라서, 기관 저부하 운전시에는, 기계 압축비는 최대가 되며, 팽창비도 최대가 된다. 다른 방식으로 하면, 본 발명에서는, 기관 저부하 운전시에 최대의 팽창비를 얻기 위해서는, 기계 압축비가 최대로 된다. 게다가, 이 때 실제 압축비는 기관 중고부하 운전시와 실질적으로 같은 실제 압축비로 유지된다.
한편, 도 9 에서 실선으로 나타내는 바와 같이, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기는 기관 부하가 낮아짐에 따라 연소실 (5) 에 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 밸브 폐쇄 시기까지 늦춰진다. 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하 (L2) 보다 낮은 부하 영역에서는, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기로 유지된다. 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기로 유지된다면, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기의 변화에 의해 흡입 공기량이 더 이상 제어될 수 없다. 따라서, 다른 어떠한 방법에 의해 흡입 공기량이 제어되어야 한다.
도 9 에 나타내는 실시예에서는, 이 때, 즉 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시 기가 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하 (L2) 보다 낮은 부하영역에서는, 스로틀 밸브 (17) 가 연소실 (5) 내에 공급되는 흡입 공기량을 제어하는데 사용된다. 그러나, 스로틀 밸브 (17) 가 흡입 공기량을 제어하는데 사용된다면, 도 9 에 나타낸 바와 같이, 펌핑 손실이 증가한다.
또한, 이와 같은 펌핑 손실의 방지를 위해서, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하 (L2) 보다 낮은 부하 영역에서는, 스로틀 밸브 (17) 가 전부 개방 또는 실질적으로 전부 개방 상태로 유지된다. 이 상태에서, 기관 부하가 낮을수록, 공연비를 크게 할 수도 있다. 이 때에는 연료 분사장치 (13) 가 연소실 (5) 내에 배치되어 성층 연소를 실행시키는 것이 바람직하다.
도 9 에 나타내는 바와 같이, 기관 저속시에는, 기관 부하에 관계없이, 실제 압축비는 실질적으로 일정하게 유지된다. 이 때의 실제 압축비는 기관 중고부하 운전시의 실제 압축비에 대해 ±10 % 의 범위가 되며, 바람직하게는 ±5 % 의 범위가 된다. 또한, 본 발명에 따른 실시예에서는 기관 저속시의 실제 압축비는 약 10±1, 즉, 9 ~ 11 이 된다. 그러나, 기관 속도가 높아진다면, 연소실 (5) 내의 혼합기에 혼란이 발생되므로, 노킹 발생이 어려워지며, 따라서 본 발명에 의한 실시예에서는 기관 속도가 높을수록, 실제 압축비가 높아진다.
한편, 전술한 바와 같이, 도 8 (B) 에 나타낸 초고 팽창비 사이클에서는, 팽창비가 26 이 된다. 이 팽창비가 높을수록 바람직하지만, 20 이상이면, 상당히 높은 이론 열효율이 얻어질 수 있다. 따라서, 본 발명에서는 팽창비가 20 이상이 되도록 가변 압축비 기구 (A) 가 형성된다.
또, 도 9 에 나타내는 예에서는, 기계 압축비는 기관 부하에 따라 연속적으로 변화된다. 그러나, 기계 압축비는 기관 부하에 따라 단계적으로 변화될 수 있다.
한편, 도 9 에서 파선으로 나타내는 바와 같이, 기관 부하가 낮아짐에 따라, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 앞당기는 것에 의해서도, 스로틀 밸브 (17) 에 의하지 않고 흡입 공기량을 제어할 수 있다. 따라서, 도 9 에서, 실선으로 나타내는 경우와 파선으로 나타내는 경우를 모두 포함하도록 표현하면, 본 발명에 의한 실시예에서는, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기는, 기관 부하가 낮아짐에 따라, 연소실 내에 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 밸브 폐쇄 시기 (L2) 까지 압축 하사점 (BDC) 으로부터 멀어지는 방향으로 전환된다.
도 10 은 운전 제어 루틴을 나타낸다. 도 10 을 참조하면, 먼저, 단계 (100) 에서 도 11 (A) 에 나타낸 맵이 목표 실제 압축비를 산출하는데 사용된다. 도 11 (A) 에 나타낸 바와 같이, 이 목표 실제 압축비는 기관 속도 (N) 가 높아질수록 높아진다. 다음으로, 단계 (101) 에서는 도 11 (B) 에 나타낸 맵은 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기 (IC) 를 산출하는데 사용된다. 즉, 요구 흡입 공기량을 연소실 (5) 내에 공급하는데 요구되는 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기 (IC) 가 기관 부하 (L) 및 기관 속도 (N) 의 함수로서 도 11 (B) 에 나타낸 같은 맵의 형태로 미리 ROM (32) 내에 기억된다. 이 맵은 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기 (IC) 를 산출하는데 사용된다.
게다가, 실제 압축비를 목표 실제 압축비로 하는데 요구되는 기계 압축비 (CR) 는 기관 부하 (L) 및 기관 속도 (N) 의 함수로서 도 11 (B) 에 나타낸 바와 같은 맵의 형태로 미리 ROM (32) 내에 기억되고 있다. 단계 (102) 에서는, 이 맵이 기계 압축비 (CR) 를 산출하는데 사용된다. 그 다음에, 단계 (103) 에서는, 기계 압축비는 가변 압축비 기구 (A) 를 제어함으로써 기계 압축비 (CR) 가 되며, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기는 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 를 제어함으로써 밸브 폐쇄 시기 (IC) 가 된다.

Claims (28)

  1. 불꽃 점화식 내연 기관에서, 가변 압축 기구 (A) 에 의해 기계 압축비를 제어하고, 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구 (B) 에 의해 실제의 압축 작용의 개시 시기를 제어하는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법에 있어서,
    팽창비는, 기관 저부하 운전시에 최대 기계 압축비가 됨으로써, 20 이상의 최대 팽창비로 되며,
    기관 저속시에는, 기관 저부하 운전시의 실제 압축비는 기관 중고부하 운전시의 실제 압축비에 대해 ±10% 의 범위로 되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  2. 삭제
  3. 삭제
  4. 제 1 항에 있어서,
    기관 속도가 높을수록, 실제 압축비가 높아지는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  5. 제 1 항에 있어서,
    상기 실제 압축 작용 개시 시기 변경 기구는 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 제어 가능한 가변 밸브 타이밍 기구로 이루어지는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  6. 제 5 항에 있어서,
    연소실 (5) 내로 공급되는 흡입 공기량은 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 변화시킴으로써 제어되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  7. 제 6 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기는, 기관 부하가 낮아짐에 따라, 연소실 (5) 내로 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 밸브 폐쇄 시기까지 압축 하사점으로부터 멀어지는 방향으로 전환되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  8. 제 7 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 높은 부하 영역에서는, 연소실 (5) 내에 공급되는 흡입 공기량이 기관 흡기 통로 (8, 11, 12, 14) 내에 제공된 스로틀 밸브 (17) 에 의하지 않고 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 변화시킴으로써 제어되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  9. 제 8 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 높은 부하 영역에서는, 스로틀 밸브 (17) 가 전체 개방 상태로 유지되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  10. 제 7 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 낮은 부하 영역에서는, 연소실 (5) 내에 공급되는 흡입 공기량이 기관 흡기 통로 (8, 11, 12, 14) 내에 형성된 스로틀 밸브 (17) 에 의해 제어되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  11. 제 7 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 낮은 부하 영역에서는, 부하가 낮아질수록 공연비가 커지는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  12. 제 7 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 낮은 부하 영역에서는, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기로 유지되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  13. 제 1 항에 있어서,
    상기 기계 압축비는 기관 부하가 낮아짐에 따라 한계 기계 압축비까지 증가되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  14. 제 13 항에 있어서,
    상기 기계 압축비가 상기 한계 기계 압축비에 이르렀을 때의 기관 부하보다 낮은 부하 영역에서는, 기계 압축비가 상기 한계 기계 압축비로 유지되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  15. 불꽃 점화식 내연 기관에서, 가변 압축 기구 (A) 에 의해 기계 압축비를 제어하고, 가변 밸브 타이밍 기구 (B) 에 의해 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 제어하는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법에 있어서,
    팽창비는, 기관 저부하 운전시에 최대 기계 압축비가 됨으로써, 20 이상의 최대 팽창비로 되며,
    연소실 (5) 내로 공급되는 흡입 공기량은 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 변경시킴으로써 제어되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  16. 제 15 항에 있어서,
    스로틀 밸브 (17) 는, 흡입 공기량이 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 변경시킴으로써 제어될 때 실질적으로 전체 개방 상태로 유지되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  17. 제 15 항에 있어서,
    기관 저부하 운전시의 실제 압축비는 기관 중고부하 운전시와 실질적으로 동일한 실제 압축비로 되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  18. 삭제
  19. 삭제
  20. 제 15 항에 있어서,
    기관 속도가 높을수록, 실제 압축비가 높아지는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  21. 제 15 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기는, 기관 부하가 낮아짐에 따라, 연소실 (5) 내로 공급되는 흡입 공기량을 제어할 수 있는 한계 밸브 폐쇄 시기까지 압축 하사점으로부터 멀어지는 방향으로 전환되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  22. 제 21 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 높은 부하 영역에서는, 연소실 (5) 내에 공급되는 흡입 공기량이 기관 흡기 통로 (8, 11, 12, 14) 내에 제공된 스로틀 밸브 (17) 에 의하지 않고 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기를 변경시킴으로써 제어되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  23. 제 22 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 높은 부하 영역에서는, 스로틀 밸브 (17) 가 전체 개방 상태로 유지되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  24. 제 21 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 낮은 부하 영역에서는, 연소실 (5) 내에 공급되는 흡입 공기량이 기관 흡기 통로 (8, 11, 12, 14) 내에 형성된 스로틀 밸브 (7) 에 의해 제어되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  25. 제 21 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 낮은 부하 영역에서는, 부하가 낮아질수록 공연비가 커지는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  26. 제 21 항에 있어서,
    흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기에 이르렀을 때의 기관 부하보다 낮은 부하 영역에서는, 흡기 밸브 (7) 의 밸브 폐쇄 시기가 상기 한계 밸브 폐쇄 시기로 유지되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  27. 제 15 항에 있어서,
    상기 기계 압축비는 기관 부하가 낮아짐에 따라 한계 기계 압축비까지 증가되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
  28. 제 27 항에 있어서,
    상기 기계 압축비가 상기 한계 기계 압축비에 이르렀을 때의 기관 부하보다 낮은 부하 영역에서는, 기계 압축비가 상기 한계 기계 압축비로 유지되는, 기계 압축비 및 실제 작용의 개시 시기 제어 방법.
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